【文章內(nèi)容簡介】 N——配套動力同時，兩者應有一定的比例關系，通常. D和B確定之后，為了降低噪音，一般采用大轉子低轉速，確定要根據(jù)粉碎物料的品種具體分析。如果以粉碎玉米顆粒為主，要采用較小的B和較大的D；如果是以粉碎牧草為主，則要采用較大的B和較小的D。為了增大飼料喂入口的尺寸，必須增加粉碎室的寬度。若過寬必然導致轉子懸臂過長受力不良，因此，本機轉子直徑依據(jù)我國機系列型譜設計要求和以往經(jīng)驗設計為D=300mm，粉碎室寬度B=150mm，其比值,符合設計要求。轉子在粉碎室內(nèi)為偏心配置，偏心距C=5mm。由于飼料喂入口占據(jù)一部分位置，取篩片有效包角為3000。錘篩間隙是影響粉碎機的重要性能參數(shù)之一。粉碎機在工作時，粉碎室內(nèi)錘片末端和篩片之間有一層隨錘片旋轉著的物料環(huán)流氣流層，其平均速度約為錘片速度的一半，這將降低打擊作用，增加摩擦功耗。由于離心力的作用，粗顆粒處在環(huán)流層外層（靠近篩面），得不到很好的粉碎，而細粒處在環(huán)流層的內(nèi)層，難以從篩孔及時排出，這就不能保證粗粒的粉碎效果，同時又使細粒產(chǎn)生過分粉碎現(xiàn)象。在齒板區(qū)，由于細粒不能及時排出，被錘片反彈出的細粒到不了齒板的作用面而沉入被粉碎的物料層中，要粉碎物料層中的粗粒就需要更多的能量，環(huán)流層中細粒和粗粒的數(shù)量隨喂入量的增加而增加，結果惡化了物料加工量，降低了產(chǎn)品的均勻度。過大時，這種情況更加嚴重。相反，如果過小，環(huán)流物料層的速度就大，致使粉碎后的物料不易通過篩孔，使產(chǎn)品粒度偏細，從而增加能量消耗，一般取=12mm；粉碎谷物時=8mm，粉碎莖蔓類時=14mm。為使本機能夠粉碎精、粗飼料，喂入口設計為切向式配置，物料喂入口方向與錘片圓周軌跡相交，相交值S=30mm左右，喂入口下邊緣和轉子中心線與轉子水平線夾角670左右，可保證喂入料不架空，不反料，并能增強錘片打擊性能。排料采用自重落料形式。錘片末端線速度對粉碎機的生產(chǎn)率和功耗有很大的影響。錘片末端線速度增大時，錘片對物料的打擊、搓擦和磨碎作用增強，能增加粉碎能力和產(chǎn)品細度，但過大則機器的空載功率增加，同時因轉子不平衡產(chǎn)生的噪音和振動也隨之增加，粉碎能力反而下降。因此合適的值對提高粉碎機性能至關重要。錘片撞擊力的強弱與其工作速度大小有關，但考慮到粉碎時可能是幾種物料的混合，同時本機是小型粉碎機，以粉碎精料為主，故錘片速度選為50m/s。由此，轉子轉速為： (32) 取n=3600rpm式中：D——轉子直徑，D=粉碎機的額定生產(chǎn)能力是指在粉碎機生產(chǎn)實踐的時候，該機性能良好，使用中沒有發(fā)現(xiàn)任何問題時工作一小時所能粉碎的飼料重量?？砂聪率鼋?jīng)驗公式計算： (33)式中，D、B——轉子直徑及轉子長度m； ——物料容量，玉米； ——轉子轉速，n=3500rpm； K——粉碎機結構系數(shù)（與其結構型式、篩片結構參數(shù)有關），一般K=—粉碎機配套主要決定其生產(chǎn)能力的大小，依照下式計算： (34) 式中，Q——粉碎機理論生產(chǎn)率t/h； K/——配套動力系數(shù)，K/=—，一般粗粉碎取小值，細粉碎取大值。電動機選擇包括選擇類型，結構型式，容量（功率）和轉速，并確定型號。工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應選三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低、適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。因此按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。,因此電動機輸出功率可以為： (35)式中，——傳動裝置的總效率，其中，分別為V帶傳動效率，滾動軸承效率，圓柱齒輪傳動效率。通過查取機械設計手冊，取，，則通過計算取 代入原來式子，故： (36)因此選取電動機額定功率。為了選擇電動機的轉速，可推算出電動機轉速的可選范圍。由機械設計手冊查得V帶傳動常用范圍比范圍i1=24,單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=36，則電動機轉速可選范圍為?？梢娡睫D速為750r/min、1000r/min和1500r/min的電動機均符合。、安裝尺寸，并列表記錄備用。第4章 軸和軸承的相關設計主要考慮以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。設計時，必須針對不同情況進行具體分析。但必須滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性等。軸的校核計算應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應力。主軸上安裝有轉子和小帶輪，通過滾動軸承和支座連接在一起。軸與轉子以及小帶輪的連接為鍵連接，與支座的連接為軸承連接，且小帶輪和軸承都需要在軸向設置定位軸肩，小帶輪外端采用螺母定位限制其軸向移動。轉子長度為120mm，粉碎有效寬度為150mm，小帶輪與軸配合處的輪轂寬度為53mm?？紤]到以上因素，設計主動輪軸結構如圖所示。圖41 主軸結構簡圖主軸上段為螺紋段，用于裝螺母和墊片以固定帶輪的軸向移動，考慮到小帶輪的孔徑為，選用的螺母進行軸端固定，所以在此段加工的螺紋，長度為；段安裝小帶輪，由于小帶輪孔徑為，故此段軸徑為，長度為，同時考慮到帶輪右端的軸向定位，在此段C處設計高度為的軸肩；CD段安裝滾動軸承與箱體相連接，此段直徑為，選用型號為6006的深溝球軸承，由于用的軸承的寬度為，內(nèi)徑為，設計長度為的外圈擋片來定位軸承外圈，同時要考慮端蓋的結構，故此段長度為，軸與滾動軸承配合為過渡配合，此處選軸的直徑尺寸公差為；DE段和FG段安裝轉子，由前章設計的轉子結構可知這兩段的直徑應為，又考慮到轉子結構和粉碎室的整體尺寸，設計這兩段的長度為；EF段用于轉盤的軸向固定，在此處設計高度為的軸肩，由轉子的結構可知此段長度為；GH段同樣安裝與CD段相同的滾動軸承，故此段直徑為，長度為，軸與滾動軸承配合為過渡配合，此處選軸的直徑尺寸公差為。軸上零件的軸向定位，采用鍵連接，實現(xiàn)軸上零件的周向定位和運動及動力的傳遞。BC段小帶輪和主軸通過圓頭平鍵連接傳遞運動和轉矩，根據(jù)該段直徑值參考設計手冊[2]，得出該處平鍵公稱尺寸為，鍵槽用銑削刀加工，長度為，由于小帶輪和軸的配合為間隙很小的配合，故采用配合。轉子的周向定位和動力傳遞也是通過平鍵實現(xiàn)的，此處采用平頭鍵連接，同樣根據(jù)此段軸徑由設計手冊查得平鍵截面，鍵長為，由于轉盤和軸的配合為間隙很小的配合，故采用配合。軸上倒角均為，以便于安裝軸上零件。，估算最小直徑。選取軸的材料為45剛，調質處理。根據(jù)機械設計手冊[2]，取，于是得 （51）式中p和n分別為軸的功率和轉速。2．由設計的軸的結構可知軸的最小直徑滿足要求，現(xiàn)在對軸進行精確校核。軸的計算簡圖，如圖52所示：TFNNTF1NH1NH2圖42 軸的計算簡圖1）計算圖中各力—帶輪的壓軸力，由前面帶傳動的計算中得=520N；T—專遞的轉矩，由前面的計算得T=8186Nmm—轉子對軸的壓力，估計轉子重量為30kg；則 =3010=300N；N—軸承對軸的支撐力為F1的一半，即N=150NNH1=52063/183=179N，NH2=520－179= 341 N做出各平面受力分析圖、彎矩圖和扭矩圖，如圖53所示：a 水平面受力分析及彎矩圖F=520NNH1=179NNH2=341NMH=32760Nmm F1=300NN=150NN=150NMV=13725Nmmb 垂直面受力分析及彎矩圖T=8186Nmmc 扭矩圖圖43 各平面受力分析圖、彎矩圖和扭矩圖由圖52和圖53可知，d截面為危險截面，算出d截面的總彎矩和扭矩： MH=32760Nmm T=8186Nmm2）按彎扭組合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)計算公式及上面所算的截面的彎矩和扭矩，以及軸運動時需正反轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取=1，軸的計算應力： （52）前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由設計手冊查得。因此﹤，故安全。3）精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面根據(jù)前面的分析計算，截面雖然直徑較小，且開有鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞度，但由于只受到扭矩和較小的彎矩作用，所以這些截面都不需校核。從應力集中和受載的情況來看，截面和d上的應力最大。由于截c右側和截面d左側直徑相等，截面c左側直徑比截面d右側小，而載荷d截面稍大一點，故只需校核截面c左側和截面d左側即可。（2）截面c左側抗彎截面系數(shù) （53）抗扭截面系數(shù) （54）截面左側的彎矩為： （55）截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： （56）截面上的扭轉切應力： （57）軸的材料為45鋼，調質處理。查得=640。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及在設計手冊中查取。因，,經(jīng)插值后可查得： = =查得軸的材料的敏性系數(shù)為： 故有效應力集中系數(shù)為： （58） （59）查得尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，查得表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，得綜合系數(shù)為： （51